聯(lián)合收獲機的設計

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 畢 業(yè) 論 文(設計) 論文圖紙Qq: 題 目： 聯(lián)合收獲機的設計 姓 名： 學 院： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 號： 指導教師：

2、 年月日 畢業(yè)論文（設計）誠信聲明 本人聲明：所呈交的畢業(yè)論文（設計）是在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果，論文中引用他人的文獻、數據、圖表、資料均已作明確標注，論文中的結論和成果為本人獨立完成，真實可靠，不包含他人成果及已獲得青島農業(yè)大學或其他教育機構的學位或證書使用過的材料。與我一同工作的同志對本研究所做的任何貢獻均已在論文中作了明確的說明并表示了謝意。 論文（設計）作者簽名： 日期： 年 月 日

3、 畢業(yè)論文（設計）版權使用授權書 本畢業(yè)論文（設計）作者同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文（設計）的復印件和電子版，允許論文（設計）被查閱和借閱。本人授權青島農業(yè)大學可以將本畢業(yè)論文（設計）全部或部分內容編入有關數據庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手段保存和匯編本畢業(yè)論文（設計）。本人離校后發(fā)表或使用該畢業(yè)論文（設計）或與該論文（設計）直接相關的學術論文或成果時，單位署名為青島農業(yè)大學。 論文（設計）作者簽名： 日期： 年 月 日 指 導 教 師 簽 名：

4、 日期： 年 月 日 專心---專注---專業(yè) 目 錄 大豆收獲機的設計 指導教師 摘 要 目前國內大豆聯(lián)合收割機多由小麥收獲機改裝而成，由于大豆植株特性與小麥植株特性有一定差異，使得運用改進后的收獲機收獲大豆損失率較高。本文設計一臺大豆聯(lián)合收獲類機械，可連續(xù)完成大豆的切割、脫粒及清選工作。該機根據大豆植株的生長特性選用帶有中間喂入輪的雙滾筒脫粒裝置，谷

5、物先輸送入釘齒滾筒，由滾筒相對谷物的沖擊速度及凹板間的摩擦將絕大部分谷粒脫凈，然后進入紋桿滾筒，對作物再次進行速度沖擊，確保作物脫粒干凈，較好地降低了大豆收獲損失率，并解決了丘陵、山地等難收獲的問題。本設計采取自走式、全喂入、雙滾筒脫粒裝置收獲大豆，具備損傷率低，損失率低，清選性好的優(yōu)勢。 關鍵詞：大豆；切割裝置；脫粒裝置；清選裝置 Design Of Soybean Harvester Student majoring in mechanical engineering and autom Tutor Abst

6、ract At present domestic soybean combine multiple by wheat combine harvester modification and, due to the soybean plant characteristics and wheat plant properties have some differences, making use modified combine soybean harvest loss rate is higher. The design requirements is designed to fit in th

7、e soybean harvest harvester machinery, which can continuously complete soybean cutting, threshing and cleaning work.The machine according to the growth characteristics of soybean plants with low cut flexible cutting device, and the use of double drum device with intermediate wheel, a first cylinder

8、for spiked drum, strike and rub the Beanstalk, second cylinder for rasp bar cylinder, two hit the Beanstalk, ensure full threshing, to the Selection, better solves the soybean harvest loss rates are high, as well as the reaper in the hills, mountain difficult to harvest problem. The machine by self-

9、propelled, feeding, double drum reaping and threshing device, with the clean threshing, low broken rate, the loss rate is low, advantage of the good performance of the separation. Key words：overall design ；cutting device ；threshing device ；cleaning device 1緒論 1.1選題目的與意義 在我國大豆分布廣泛

10、、營養(yǎng)豐富，其作為健康食品正在全球引起消費熱潮。由于我國大豆產量滿足不了大眾需求，大豆收獲損失率較高，使國內大豆市場仍依靠進口，不僅要消耗大量的外匯儲備，同時使我國食物供應安全存在威脅。 收獲是作物種植的關鍵部分，它很大程度上制約作物的質量及產量。當前我國大豆收割還是用人工收割、割曬機加脫粒機械及改裝后的小麥聯(lián)合收割機收割三種收獲方式為主，農村小規(guī)模種植一般采取人工收獲，作業(yè)周期長，耗費勞動力較大，勞動環(huán)境較差，成本較高。選用“割曬機加脫粒機械”收割，存在作業(yè)時間跨度長，過程復雜，損失率較高，勞動力消耗較大等不足[1]。采用改裝后的小麥聯(lián)合收割機收獲，可降低勞動強度，但是籽粒破碎率及損失率較

11、高。大豆收獲的季節(jié)特征顯著，收獲時間緊張，采取人工收獲所需的勞動強度較高，工作環(huán)境差，成本及時間花費較多，使得大豆收獲機的出現(xiàn)成為必然。 目前國內生產的聯(lián)合收獲機多為小麥、水稻及玉米收獲機等，對于大豆收獲適應性較差，專用于大豆的聯(lián)合收獲機很少，收獲大豆大都是在原有谷物聯(lián)合收割機的基礎上改裝而成，而大豆的植株及顆粒狀態(tài)與谷物有著很大的區(qū)別，用同一類型的機器收割，影響收獲的質量及產量[2]。 圍繞著東北地區(qū)大面積的大豆收獲問題，設計一臺中大型適合東北地區(qū)大豆收獲的機械，可以減少損失，節(jié)能降耗，減輕勞動力，提高生產率及生產質量，從而創(chuàng)造良好的經濟效益。 1.2國內外發(fā)展概況 在聯(lián)合收獲時代未

12、到來之前，脫粒機和小型割曬機等，極大促進了19世紀的農業(yè)發(fā)展，聯(lián)合收獲機的產生，將切割與脫粒連接在一起，使得能一次性完成作物的切割和脫粒工作，極大降低了人們的收獲作物的工作強度。 目前國內大豆聯(lián)合收割機多由小麥收獲機改裝而成，由于大豆植株特性與小麥植株特性有一定差異，使得運用改進后的收獲機收獲大豆損失率較高，在很大程度上制約作物的質量及產量[3]。近年來，外企在大豆聯(lián)合收割機的割臺設計上有較多改進，主要還是圍繞大豆植株特性，設計出更適合大豆收割的撓性低割裝置，在其它方面也有很多技術改進，如安裝功率較大的發(fā)動機、安裝電子信息系統(tǒng)等[4]。 綜述，國外聯(lián)合收獲機的發(fā)展態(tài)勢，是逐漸往高自動化收割

13、作物的方向發(fā)展，有很多電子信息科學運用到了聯(lián)合收獲機上，在越來越多的新技術融入到聯(lián)合收獲機的同時，我們也應清楚地知道聯(lián)合收獲機歸根結底還是落在降低損失率、破損率，提高糧食的清潔率，所以按照大豆植株特性研究出適合大豆專用的收獲機械具有很大意義，該課題通過歸納總結現(xiàn)有的谷物收獲機械，設計出適合大豆生產的專用機械。 1.3研究方案的確定 1.3.1研究內容 在收集大量相關的大豆收獲資料并進行分析研究，找出在收獲工藝中的主要難題，探討工藝方案的可行性。要求設計的大豆收獲機要符合農業(yè)技術要求，能夠一次完成切割、脫粒、清選等作業(yè)環(huán)節(jié)。達到省工、省時、省事，符合大豆的收獲要求，降低收獲損傷率，提高工作

14、效率。 1.3.2研究方法 檢索和查閱大量相關信息，對各種大豆收獲機進行比較分析，確定大豆收獲機的結構組成由切割裝置、脫粒裝置、清選裝置組成。各裝置相互配合完成大豆的收獲作業(yè)。運用機械優(yōu)化設計的方法，合理的確定各個工作部件的角度，尺寸及結構形式。在理論分析中將基礎性研究和機械運用合理的結合起來，切實做到理論聯(lián)系實際，理論運用實踐。 1.3.3技術路線 調查研究→確定總體方案→工作機理分析→主要工作部件的設計→切割及脫粒裝置的設計→計算和校核→撰寫論文→繪制圖紙→修改圖紙及論文→申請答辯。 2大豆聯(lián)合收割機的總體設計 要求該大豆聯(lián)合收獲機能連續(xù)進行大豆的切割、脫粒及清選作

15、業(yè)。滿足收獲的質量要求：割茬高度控制在5~6mm，切割損失率不超過1%，脫粒損失率不超過2%，破損率不超過5%，清潔率要高于95%[5]。該機根據大豆植株的生長特性選用帶有中間喂入輪的雙滾筒脫粒裝置，谷物先輸送入釘齒滾筒，由滾筒相對谷物的沖擊速度及和凹板間的摩擦將絕大部分谷粒脫凈，然后進入紋桿滾筒，對作物再次進行速度沖擊，確保作物脫粒干凈，很好地避免了大豆收獲損失率高以及收獲機在丘陵、山地等難收獲的問題。本設計采取自走式、全喂入、雙滾筒脫粒裝置收獲大豆，具備損傷率低，損失率低，清選性好的優(yōu)勢。 2.1整機結構 本設計的聯(lián)合收獲機由行走及收獲兩方面構成，行走部分為四輪形式，驅動形式采用前輪驅

16、動，使用人字橡膠輪，從發(fā)動機到變速箱使用單片摩擦式離合器來傳動動力，變速箱模仿東方紅-75拖拉機變速箱，采用后輪轉向，通過轉向盤經過轉向搖桿及轉向節(jié)來控制轉向。制動器選用蹄式制動。收獲部分是由切割器、螺旋推運器、傾斜輸送器、雙滾筒、凹板篩、逐稿器、清選篩、農用風扇、集糧螺旋推運器及糧箱等構成。在配置各工作部件的相對位置及設定尺寸時，確保大豆收獲機連續(xù)穩(wěn)定的工作。該設計通過大豆的生理特性及收獲機工作環(huán)境狀況進行具體分析，從而確定撥禾輪相關尺寸、離地距離及轉速大小和與螺旋推運器的位置關系。聯(lián)合收獲機的割臺寬度應大于其行走寬度，以避免出現(xiàn)壓禾的狀況，糧箱安裝于收獲機右后方，秸稈從收獲機的后側送出。

17、 本設計采取雙滾筒脫粒裝置。凹板與脫粒滾筒相配合使用，作物被運至滾筒后，由滾筒相對作物的沖擊速度及與凹板之間的搓擦將絕大部分谷粒脫凈，然后由逐稿輪把秸桿送出，籽粒、一些莖桿及雜物將落到滾筒下面的分離及清選裝置上，在分離與清選裝置的振動下，部分秸稈及雜物被拋出，而籽粒落下篩孔進入集糧推運器，并被送至糧箱，經過清選之后，能確保籽粒的潔凈率。雙滾筒、凹板篩、逐稿器、逐稿輪及集糧輸送器等安放于收獲機中后方，外面用薄鐵板罩住，并使用角鋼焊接而成的支架與薄鐵板用螺栓連接，這樣不僅確保了其強度和剛度，又減輕了收獲機總重，并使得維修拆卸簡便。 2.2大豆聯(lián)合收割機的總體布置 該大豆收獲機的布置：采用前輪驅

18、動，尾輪轉向，具體布置如下。 （1）收割臺配置在機器的正前方。盡量對稱布置在收獲機的中軸線上，保證機器整體穩(wěn)定性，使作物連續(xù)穩(wěn)定地輸送到脫粒裝置里，防止出現(xiàn)收獲機調向時車輪輾壓谷物。收割臺要與驅動輪接近，減小整機總長[6]。 （2）脫粒滾筒部分占收獲機整機的重量和空間較大，在布置時要盡量靠驅動輪，并使其位置低一些，來提高收獲機整機的穩(wěn)定。滾筒采取帶有中間喂入輪的雙滾筒，在兩個滾筒之間有喂入輪，以增強喂入平穩(wěn)性和防止回草。當輸送槽驅動軸距離滾筒軸的垂直長度H較小時，得到的凹板包角會大，可提高作物的脫粒及分離效果，不足之處是喂入阻力會增加，可縮短輸送裝置輸出底板的長度，并將開口

19、置于輸送裝置軸的下方。為了防止石塊帶入，在凹板入口前安置一個積石槽使石塊落下，并有利于作物攤開，使?jié)L筒抓取均勻；在凹板出口處，過渡柵條配置要適當，使?jié)L筒排出物不會飛濺，充分利用逐稿器前端第一階鍵面的分離作用。 （3）清糧裝置配置在下方。為確保清選質量，逐稿器與抖動板落差取50mm，重合處取120mm，抖動板到清選篩落差為150mm，抖動板與上篩的重疊為120mm。在氣流與篩子的配合方面，下篩前后差別很大，一般在風扇口處安置可調節(jié)風板來調節(jié)氣流方向。 （4）糧箱布置采取頂置式，安放在脫粒裝置上方發(fā)動機的前側。 （5）為降低駕駛員的疲勞感，參照拖拉機規(guī)范進行設計，腳踏

20、板行程小于50mm，踏板操縱力小于200N，把柄移動距離小于200mm，最大操縱力小于100N[7]。 （6）合理布置收獲機的重心。在驅動輪要有充足的負載，約占80%左右，確保土壤對驅動輪有強大的吸附力。轉向輪的負載要適當，保證轉向圖2-1 駕駛臺、糧箱、發(fā)動機布置圖 靈活 （7）發(fā)動機、駕駛臺、糧箱位置布置如圖1-1，前方視野清楚，外形較為美觀。駕駛臺隔絕了發(fā)動機造成的噪音，但糧箱的容積不能增加，發(fā)動機保養(yǎng)較為麻煩。

21、 2.3確定整體參數 2.3.1喂入量 喂入量?。? 2.3.2割幅 可以根據公式來計算： 公式(2-1) 其中為割下谷物中谷粒占總重的百分數；為作物單位面積產量，kg/畝；為收割機的作業(yè)速度,m/s；取為B=2.4m。 2.3.3前進速度 公式(2-2) 式中為機器

22、的前進速度，m/s；M 為作物的單位面積產量，kg/畝；為割下谷物中谷粒占總重的百分數，取值為1；C為常數，當單產以斤/畝計算時，C=1333；將以上數據帶入上式中求得。 該收獲機械一小時可以收獲的面積可以計算得到：，一畝地約為666.7m2，減掉聯(lián)合收獲機卸糧及掉頭的時間，該機械符合目標任務要求。 從公式看出，割幅和前進速度為反向比例，采取慢速大割幅與采取快速小割幅，應依情況而定，收獲機的割幅增加，整機總重及體積也會增加；收獲機前進速度增加，其功率消耗增加，發(fā)動機功率，總重也會提高[1]。從作業(yè)環(huán)境方面考慮，若工作范圍較小，使用大割幅來回調轉比較麻煩，若工作范圍很大，使用小割幅會

23、增加收獲機來回運轉的次數，增加功率損耗以及時間損耗。 2.3.4脫粒滾筒長度、分離器尺寸及收縮比 有試驗表明，籽粒在逐稿器中損失率制約著收獲機喂入量。喂入量加大，莖桿在逐稿器上積累較多，損失率會增高，若喂入量到達某一限定值后，籽粒損失率會迅速提高。籽粒于莖桿層所占厚度省略，莖桿層厚度h用下面公式得到： 公式(2-3) 式中 ——莖桿厚度，m； ——收獲機的喂入量，kg/s； ——谷物中的籽粒含量，δ=β/（1+β）（β為谷草比）；

24、 ——逐稿器的寬度；其與滾筒長度有關，與紋桿滾筒配合工作時，逐稿器的

25、

26、

27、 寬度可等于或稍大于滾筒的長度，采用釘齒滾筒時，其也不應大于滾筒長度的1.4倍。 ——莖稈容重，大豆莖稈的容重約為； ——莖桿層朝逐稿器方向運動的平均速度，； ——逐稿器的寬度利用系數，其與機器的收縮比C（割幅與脫粒部分寬度之比，收縮比越大，輸送到脫粒裝置的谷物層越厚，損失越大；收縮比越小，脫粒裝置寬度越大，所占空間越大）有關。C=B/Lg，C=1.5~2.5時，取η=0.9；C=2.5~3.5時，取η=0.8。 綜上：取收縮

28、比C=2.2，則滾筒長度為1.1m，逐稿器寬度為1.15m，η=0.9；將數據代入上式中，可以求得 h=0.132m 。 2.3.5軸距、輪距及最小離地間隙 聯(lián)合收獲機結構參數主要包括行走裝置中軸距、輪距B0、最小離地間隙H。軸距及輪距直接關系到收獲機的通過性、機動性和穩(wěn)定性，要結合使用地區(qū)的環(huán)境地理情況，由總配置來確定[1]。 （1）軸距 輪式聯(lián)合收獲機縮短軸距，可降低其轉彎半徑，使得機動性增強，同時收獲機縱向穩(wěn)定性降低。收獲機既要滿足穩(wěn)定性要求，又要滿足靈活性，由總體配置確定取2500mm。 （2）輪距 ?聯(lián)合收獲機輪距應與割幅相適應：B0≤B-2?-b 式中

29、 ?——避免輪胎碾壓未割作物的寬度，行走裝置車輪外緣要比割臺外緣小100~200。 b——輪寬 ?與脫粒裝置寬度相適應：B0=Bt+?1+?2+b 式中 ?1 ——右驅動輪內側和脫粒裝置右側的間隔，一般為120~160mm； ?2 ——左驅動輪內側和脫粒裝置左側的間隔； Bt ——脫粒滾筒的長度，已知脫粒滾筒長度取為1100mm。 根據上述要求，取輪距為1800mm。 （3）最小離地間隙 最小離地間隙關系到整機通過性，輪式谷物聯(lián)合收獲機最小離地間隙一般控制值：旱田300~400mm。故取值為300mm。 2.

30、3.6總長、總高、總寬 收獲機的整體尺寸由總體配置決定。應該使機器具備機動性、靈活性及穩(wěn)定性。初取總長為6300mm，總高2600mm，總寬2700mm。 2.3.7糧箱容積 該大豆收獲機糧箱布置在兩驅動輪的上方位置，使得機器不至于因糧箱裝滿糧食后的重力導致左右不平衡。經查找包括雷沃出產的大量現(xiàn)有機型，初步確定糧箱的容積為1.8m3。查閱資料得到，大豆的容重在0.69~0.72之間，一般取為0.7噸/立方，參考東北一畝大豆產量約700斤。所以該機器糧箱最大容量為2520斤，約每收獲三畝大豆卸糧一次。 2.3.8中心估算 由總體配置算出收獲機的重心約距前軸500mm，距后軸20

31、00mm，大致在縱向中軸線上。可算出在轉向輪上的負荷約占20%，驅動輪負荷約占80%。 2.3.9其它 選用帶有撥指的輸送器割臺。其護刃器與推運器距離應適當。若此值太大，收獲較低植株時，切割的谷物要有累積過程，才會被運走，影響輸送的均勻性，若此值太小，則較高谷物容易掉落，并且推運器阻礙撥禾輪接近切割器，影響切割的效果。根據大豆生理特性，選取推運器外直徑和割刀到推運器中線的長度之比為 1：2。螺旋推運器外徑與傾斜輸送裝置的間距要適當，此值太大，谷物難以被運走，太小會因收獲機行走時的振動而發(fā)生摩擦。此值取為80mm。傾斜輸送槽傾斜度約為40度。 2.4確定大豆聯(lián)合收割機的功率消耗及發(fā)

32、動機選擇 大豆收獲機需克服前進阻力及各個機構裝置的阻力。因為收獲機作業(yè)環(huán)境處在不斷變化中，使得聯(lián)合收獲機功率處在不斷變化中。故選用發(fā)動機時讓要使發(fā)動機有充足的儲備功率，確保其正常作業(yè)。 現(xiàn)實中是通過實驗檢測的數據來對比研究或者運用經驗公式去預算收獲機應具備的平均功率Np及儲備功率Nb。由經驗公式可知，自走式全喂入類型收獲機每1kg/s的喂入量應具備的平均功率p值為15-20KW；功率儲備系數Kb一般取值為0.33[6]。 2.4.1平均功率 聯(lián)合收獲機類型不一樣，它的平均功率的經驗公式會有所差距；每1kg/s喂入量具備平均功率稱作單位喂入量所需平均功率，用P [kW／(kg·

33、s-1)] 表示。聯(lián)合收獲機的平均功率Np可表示為 公式(2-4) 式中 q——收割機的喂入量（Kg/s） 2.4.2儲備功率 公式(2-5) 式中 Kb——功率儲備系數 2.4.3總功率 公式(2-6) 綜上：該聯(lián)合收獲機平均功率為60kw，儲備功率為19.8kw，總功率為79.8kw。 2.5傳動裝置的設計 聯(lián)合收割機上各傳動軸大

34、都是平行布置，其所耗功率及轉速大小等差別較大，故傳動系統(tǒng)較為繁瑣。傳動系統(tǒng)布置于收獲機兩邊，用帶或鏈連接而成。該設計由發(fā)動機動力一端輸出，一路由逐稿輪軸作中間軸，再傳動整個工作部件，另一路由行走中間軸來傳動行走裝置[6]。具體傳動方案見總裝圖。 （1） 自走式聯(lián)合收割機上應設有不互相關聯(lián)的行走離合器及工作離合器，使收割機在非作業(yè)情況下不傳動工作部分,在作業(yè)中收割機要馬上停止前行時，工作部分可繼續(xù)運行，防止?jié)L筒或者其它部件損壞。 （2） 轉速需調節(jié)部分比如脫粒滾筒，和轉速恒定的工作部分不能出現(xiàn)在同一回路里，防止收獲機出現(xiàn)非正常作業(yè)。 （3） 在作業(yè)過程中易發(fā)生堵塞的工作部分如螺旋推運器需布

35、置在回路末端，防止出現(xiàn)整個回路由于某處堵塞而整機堵塞損壞。 （4）需要在容易發(fā)生障礙的軸上面，比如螺旋推運器軸，安置安全離合器，防止發(fā)生故障所導致的零件損傷。 （5）需要在轉速頻繁調節(jié)的作業(yè)部件上，比如滾筒，采取無級變速器。 3各工作部件的設計 3.1切割器 切割器應滿足：切割整齊、不遺漏谷物、不堵塞刀。 圖3-1 割刀曲柄連桿機構 該收獲機采用Ⅱ型往復式切割器，利用曲柄連桿機構(圖3-1)傳動割刀，收獲機作業(yè)時，割刀既做前進運動，又做往復運動，可用表示割刀速度與收獲機前進速度的聯(lián)系[6]。

36、 公式(3-1) 式中：——割刀的平均速度，m/s； ——機器的前進速度，m/s； ——割刀行程，mm； ——割刀進距，mm。 若切割速度比 過小，可能導致割樁不齊，割茬不穩(wěn)；若 太大，會發(fā)生重割。由經驗可知：當=0.8~1.2時，能夠得到較為滿意的收獲質量。已知機器的前進速度，故割刀的速度范圍為：0.984~1.476m/s。 根據收獲機前進速度和曲柄轉速大小，可算出其切割行程：

37、 公式(3-2) 式中 t——割刀每走完一個行程S后所用的時間（s） ——機器的前進速度（m/s） 3.2撥禾輪 該設計采用偏心撥禾輪，撥禾輪相對于作物運動是其圓周運動及機器前進運動所合成的余擺線軌跡，為使撥禾輪具有撥禾作用，其圓周速度與機器的前進速度的比應滿足，增大或值可增強撥禾輪作用，但過大會造成脫粒損失增大，一般圓周速度在，。 3.2.1撥禾輪安裝高度確定 撥禾輪垂直入禾，對豆莢打擊最小，降低脫粒損失；為使撥禾輪垂直入禾，撥禾輪軸距離切割器平面的安裝高度H為：

38、 公式(3-3) 式中 h——切割器距離地面的高度； L——作物的高度； R——撥禾輪半徑； λ——撥禾輪圓周速度與機器的前進速度的比值。 因此，若撥禾輪速度比λ、撥禾輪半徑R及割刀離地高度h不變，撥禾輪的安裝高度值處在一個變化范圍內，需要根據收獲作物高度進行適當調整。 3.2.2撥禾輪作用點的確定 在設計H時要求撥禾輪要垂直入禾，同時應使撥禾輪作用點在被切斷部分重心以上附近，一般切斷部分的重心在頂部向下的 1/3（L-h）處，因此：H≥ R+2/3（ L-h）。

39、 圖3-2 偏心撥禾輪結構 3.2.3撥禾輪的轉速 偏心撥禾輪使用偏心機構的摟齒做平行運動，有助于插入倒伏作物叢并將其扶起，降低對豆莢沖擊及撥齒上提時的挑草現(xiàn)象。其構造及原理如圖所示：OO1AB組成了平行四桿機構，作業(yè)中摟齒的方向恒定[6]。取摟齒長為200mm。 根據機器的前進速度可以計算出撥禾輪的轉速： 公式(3-4) 式中 ——機器前進速度（m/s）； R——撥禾輪半徑（m）； λ——撥禾輪圓周速度

40、與機器的前進速度的比值。 值過大，撥禾輪引導、扶持的作物量越大，打擊量也會大，損失加大；值過小，撥禾能力過弱，割臺損失也大。一般收割大豆，故撥禾輪轉速在26~39(r/min)。 3.2.4撥禾輪直徑 該直徑的選取，和“垂直入禾”、“穩(wěn)定推運”有關。 公式(3-5) 故撥禾輪直徑D取900mm。 3.3撥指、螺旋推運器 螺旋推運器可水平或傾斜運送，割臺螺旋推運器作用是運送秸稈，集糧螺旋推運器作用是運送清選干凈的籽粒。 圖3-3輸送物料的運動速度 3.3.1工作原理及物料的軸向移動速度 右圖是螺旋推運器運動示意圖，該形成線每轉一周的移動距離S

41、稱為螺距，葉片各點螺距一致，螺旋升角不一樣，最小地方在外徑處的螺旋角，設其以角速度 w 圍繞 Z 軸旋轉，如果某一半徑 r 的O點處有一物料點，那么該點既與螺旋面產生相互滑移，又沿 Z 軸方向運動，該點運動速度能由速度三角形得到[6]。其螺旋角需要符合以下要求： 即 3.3.2基本參數 表3-1推運器參數選擇（mm） Table 3-1 parameter selection of the push and transport device (mm) 名稱 外徑 螺距 割臺螺旋推運器 490 450 集糧螺旋推運器 120 110 3.3.3撥指機構 撥指的長

42、度L和偏心距e可以根據下式來確定，即: ； 公式(3-6) 式中 e——偏心距（mm） ——撥指伸出滾筒的最大伸出長度（mm） ——相對方向的最小伸出長度（mm） R——推運器滾筒的半徑（mm） 常用的e值為68mm，L值為230mm左右。撥指的軸向間距一般為240mm左右，最外端的撥指距離中間輸送裝置側壁50~100mm，以防止堵塞。 在裝配時應當保證撥指轉至后上方時，能向筒內收縮，并保留在筒外有一定的余量（一般取值15~20）；當轉至前下方時，應伸出筒外，伸出長度為：140~150mm

43、。 3.4中間輸送裝置 采用鏈耙式輸送器，選用兩排套筒滾子鏈，在上面緊固一排L型齒板，鏈耙速度應和推運器輸送速度對應。齒高為30~40mm，板厚為3~4mm，一般為3~5m/s。被動輪直徑要比驅動輪偏大，可方便鏈耙抓運谷物，提高對谷物層厚度的敏感度。選取結構帶有中間隔離板，能將輸送槽分上下兩層，鏈耙抓取谷物后由下層喂入脫粒滾筒，因而在輸送過程中產生的大量灰塵被隔在下層，可減少塵土飛揚，改善駕駛員的勞動條件。 輸送槽盡量縮短，且其傾角不超過50度，助于鏈耙抓取及運送谷物。鏈耙齒頂距離輸送槽底板10~20mm，允許齒頂于中部因鏈耙重力和底板碰觸。 表3-2 輸送槽參數選?。╩m）

44、Table 3-2 conveyor trough parameter selection (mm) 輸送方式 輸送槽寬 鏈耙速度（m/s） 耙齒與底板間隙 主動輪轉速（r/min） 鏈耙式 900 3.2 15~20 410 3.5脫粒滾筒 為提高收割機的凹板漏下率及脫凈率，采用雙滾筒裝置，第一滾筒以低速（單滾筒速度的1/3~1/2）脫出大部分谷粒，未脫下的谷粒進入高速運轉的第二滾筒（單滾筒的速度），保證谷粒脫凈。試驗表明，由于凹板總弧長達1m以上，脫粒時間長，作用力由弱到強，故采用雙滾筒可降低未脫凈損失，谷粒破碎率較低，脫粒裝置的單位幅寬喂入量比單滾筒式提高30%，

45、前后凹板的總面積較大，分離率可達95%以上[1]。 第一脫粒滾筒選用釘齒式，其出口齒側間隙是單一脫粒滾筒2倍，經查閱書籍，入口齒側間隙在13~15mm之間，出口齒側間隙在18~22mm之間。第二脫粒滾筒為紋桿滾筒，其凹板入口間隙較單一脫粒滾筒約小1/3，出口間隙約大2~3mm，入口脫粒間隙在13~20mm之間，出口脫粒間隙在8~18mm之間。中間喂入輪直徑取350mm，逐稿輪布置于紋桿滾筒的后上部，其轉向與脫粒滾筒一致，以去除纏繞于脫粒滾筒上秸稈以及把秸稈混合物運到逐稿器上。逐稿輪直徑范圍為260-400mm，本設計取350mm。 表3-3 脫粒滾筒參數選取 Table 3-3 par

46、ameters of threshing cylinder 第一滾筒 第二滾筒 釘 齒 滾 筒 直徑及長度（mm） 500；1100 紋 桿 滾 筒 型式 開式 轉速（r/min） 200~300 直徑（mm） 500 釘齒尺寸（mm） 8x38x65 長度（mm） 1100 齒數及齒排數 60；8 螺線頭數及齒型 2；板齒 齒距（mm） 116 轉速（r/min） 400~650 凹 板 型式 板齒、珊格式 凹 板 型式 珊格式 包角及釘齒排數 96；2 篩孔尺寸（mm） 12

47、0x20 包角 145 齒距（mm） 58 3.6分離裝置 分離裝置能把從滾筒輸送秸稈中夾雜的籽粒及豆莢等分開。本設計采用鍵式分離裝置，其抖動性能好，分離損失率控制在谷粒總重的0. 5%~1%。 3.6.1結構與類型選擇 選用雙軸鍵式逐稿器。其鍵與兩曲柄構成平行四桿機構，當曲軸旋轉，鍵面上的各質點做相似的圓周運動。由于相鄰鍵所處相位角不一致，秸稈脫出物可得到各鍵的不斷抖動，使秸稈中夾雜的籽粒及豆莢透過秸稈漏下篩孔，絕大部分谷粒在前部1/3~1/2段處分離出來。秸稈則在抖動作用下拋出機外[6]。 鍵式逐稿器各鍵寬度約200~300mm，確保相鄰鍵面與鍵底之間約有20m

48、m的重合量，防止秸稈漏下。選用階面鍵式逐稿器，其具有較好的抖動及分離性能。其階面長度約為500~800mm，落差高度約150mm。 3.6.2結構尺寸及運動參數 （1）鍵面的長度、總寬度和鍵數 鍵面面積與鍵面秸稈脫出物厚度有直接關系，其厚度應合理，分布要均勻，以提高分離效果。鍵面總寬度由滾筒長度L確定，一般，已知滾筒長度為1100mm，取鍵面寬度為1200mm。由于鍵面面積由鍵式逐稿器上秸稈混合物總重而定，故逐稿器長度為： 公式(3-7) 式中 —— 逐稿器上的秸稈混合物進入量

49、（4kg/s）； —— 鍵面總寬度（m）； —— 分離裝置單位面積適宜承擔的分離量，配合高分離率（約95%）的雙滾筒脫粒裝置工作時，可達1.2 kg/（s·m2）； —— 有效利用系數，對聯(lián)合收獲機中直流型取1。 試驗表明，逐稿器前面部分分離率較高，隨鍵長加大，分離率基本不變。故鍵長與總寬之比維持在2.5~3.5范圍內。 鍵式逐稿器的鍵面呈現(xiàn)前低后高，各鍵面傾角不同，前兩個階面鍵面偏大，鍵面偏短，避免快速拋出秸稈混合物及增強分離性能。最后鍵面傾角較小，方便秸稈快速排出。 （2）鍵面篩孔尺寸 篩孔面積與鍵面面積比值大小影響分離性能，在確保

50、不堵塞的條件下，以比值大，篩孔尺寸小為好，篩孔率約為30%~70%。鍵面篩孔尺寸寬15~20mm，長40~60mm。 表3-4 分離裝置參數選取 Table 3-4 parameter selection of separation device 形式 鍵面總寬度（mm） 鍵長（mm） 總面積（m2） 鍵數 鍵面傾角 曲軸半徑（mm） 曲軸轉速（r/min） 雙軸 1200 3400 3.53 3 22；11 50 210 3.7清選裝置 本設計選用風扇篩子式清選裝置。其利用風力及篩子抖動將谷粒中的雜質送出機外。要求谷粒清潔率高于98%，清選損失低于0

51、.5%。 3.7.1風扇氣流清選原理 選用風扇氣流進行清選的原理主要是利用谷粒與混合物空氣動力特性的差異進行清選。任何物質在氣流場中都會受到氣流的作用力，由于作用力不同而把混合物分開。試驗表明，氣流作用力R的大小為： 公式(3-8) 式中 ——物體在空氣中的阻力系數； ——空氣的密度（kg/m2）； ——迎風面積（m2）； ——氣流與物體的相對速度（m/s）。 在垂直氣流中，當作用于物體上的作用力等于物體的重力時，物體懸浮于氣流中靜止

52、，此時的氣流速度即為物體的臨界速度，當氣流速度大于物體臨界速度，物體則被吹走，反之，物體則落下。物體的臨界速度： 公式(3-9) 式中 ——重力加速度（m/s2）； ——物體的漂浮系數（m-1）； 表3-5 大豆的空氣動力特性表 Table 3-5 Table of air dynamic characteristics of soybean 作物 單位容積的質量（kg/m2） 臨界速度（m/s） 漂浮系數（m-1） 阻力系數 大豆 1092

53、 17.25~20.16 0.024~0.033 0.115~0.152 該清選裝置工作時，清選篩及抖動板進行往復運動，谷?；旌衔镉啥秳影宀粩嗨屯Y面，依靠風力把谷?；旌衔镏蟹f糠、碎草等送出機外，籽粒篩孔漏下，長碎秸稈往篩面后方移動并排出，豆莢在篩尾處進入雜余輸送器[6]。 3.7.2抖動板 其在篩架最上方，同清選篩架鉸接，并和篩架一同運動，負責把凹板及鍵式逐稿器分離出來的谷粒混合物送向篩面進行清選。 3.7.3清選篩 由篩架、篩子及吊桿構成。篩架由吊桿支撐，通過曲柄連桿驅動進行往復運動。篩架安放上、下交疊的兩層篩子，上、下間距為100~150mm。上篩負責把細碎秸

54、稈、殘碎豆莢等分離出來。下篩在于清選干凈的谷粒，并送出碎秸稈。尾篩的長度為上篩長度的1/7~1/5，由于上篩負載較大，故上篩面積比下篩大。篩選出的干凈谷粒都進入集糧推運器，送至糧箱，而雜余則在篩尾進入雜余推運器。 清選篩面積通過運至清選裝置中的混合物而定，混合物與收獲機的喂入量有關。篩子的寬度B為逐稿器寬度0.9~0.95。篩子的長度L為: 公式(3-10) 式中 ——收獲機喂入量（kg/s）； ——秸稈占谷物總重的比值； ——脫粒裝置和逐稿器的工作特性常數。常取0.6

55、~0.9； ——篩子寬度（m）； ——清選篩單位面積可承受的混合物喂入量kg/（S·m2）。 表3-6 清選裝置參數選?。╩m） Table 3-6 cleaning device parameter selection (mm) 抖動板 清選篩 曲柄半徑 （mm） 曲柄轉速（r/min） 傾角 支吊桿長（mm） 長x寬 篩孔型 傾角 支吊桿長 25 305 4.5 支180 1000x882 魚鱗 10 吊180 3.7.4風扇 本設計中的風扇采用的是低壓雙面離心型，葉片平直，且為矩形，葉片外徑為

56、570mm，葉片內徑為210mm，葉片不切角，殼體出風口的高度 h=280mm，殼體寬度D殼=600mm，葉片數 Z=5，參照資料，清選大豆時推薦風扇轉速為1000轉/分。詳情請見圖紙。 表3-7 風扇參數選?。╩m） Table 3-7 fan parameter selection (mm) 600 210 570 280 826 798 387 180 262 91 3.8聯(lián)合收割機底盤 由于自走式收獲機的收割臺、發(fā)動機及脫粒滾筒等重要部分的質量約為整機質量的80%，且分布于底盤中前

57、部，故輪式聯(lián)合收獲機選取前輪驅動，尾輪轉向的布置方案。自走式全喂入聯(lián)合收獲機的底盤主要部件有行走無級變速器、驅動輪橋、轉向輪橋、轉向操縱機構及行走裝置[6]。 3.8.1行走無級變速器 聯(lián)合收獲機上的行走無級變速器選用三角膠帶式無級變速器，可在不停車情況下進行無級變速，以適應收獲各類不同產量作物，確保脫粒裝置在額定喂入量下工作。其配置形式為發(fā)動機的動力經過中間軸后傳向行走無級變速器。 3.8.2驅動輪橋 驅動輪橋的功能是把發(fā)動機的動力傳向驅動輪。它剛性固定于脫粒滾筒前下方的驅動橋管梁上，由離合器、變速箱、中央傳動、差速器、制動器和最終傳動構成。 （1）離合器 離合器處于發(fā)動機和

58、變速箱中間，分離時可阻斷動力，接合時又能傳送動力。其需確保相接柔順，使收獲機起步穩(wěn)定；換擋時，將發(fā)動機與驅動輪橋間的動力迅速分離，以減少對齒輪的撞擊損失；工作安全可靠，結構簡單耐用，操縱與保養(yǎng)便捷等條件。本次設計中選取單作用彈簧壓緊式離合器，其具有零件數目少，結構簡單，制造容易，分離徹底性及散熱性好等優(yōu)勢。 （2）變速箱與中央傳動 自走式聯(lián)合收獲機的變速箱選用與發(fā)動機配置一樣的橫置式變速箱，以使發(fā)動機曲軸與變速箱動力輸出軸之間選用構造簡單且能滿足要求的三角膠帶無級變速器傳動，它配置在驅動輪橋管梁的前側，方位比較寬暢，方便調整與維修保養(yǎng)，有利于變速箱變速操縱機構的配置，但位于傾斜輸送槽下后方

59、，為達到變速箱空間位置，傾斜輸送槽的位置有所提高，脫粒滾筒高度也隨之增高，對整機穩(wěn)定性有所影響。 本設計中的變速箱是模仿東方紅-75型的變速箱。該變速箱由傳動及操縱部分構成。用于傳動變速的軸共有四根，發(fā)動機動力經離合器、萬向傳動裝置傳向變速箱。 變速箱為橫置式，故其傳動軸和驅動半軸互相平行，中央傳動選用圓柱齒輪傳動，并且變速箱與中央傳動配置與同一殼體內，傳動系的結構得到簡化，方便制造。中央傳動的一對齒輪選用直齒，主動小齒輪套在變速箱第三軸上，從動大齒輪用螺栓固定與差速器的外殼上。大小齒輪為常嚙合。中央傳動的傳動比大都為3.8~4.5，模數為3、4、4.5，小齒輪齒數為14~18，大

60、齒輪齒數為60~70。 表3-7 最終傳動參數選取 Table 3-7 final drive parameters selection 傳動形式 布置形式 齒數 模數 傳動比 單級圓柱直齒 外置 1279 5 658 （3）差速器 為使左右驅動輪能有不同轉速，在收獲機上選用閉式圓錐齒輪差速器。為拆裝方便，整個差速器作獨立總成，并用專門的差速器齒輪箱安放行星齒輪及半軸齒輪。行星齒輪及半軸齒輪均選用直齒圓錐齒輪。 （4）制動系 其由制動器及制動操縱機構構成。制動器是用來對運動的驅動輪產生阻力矩的裝置，使收割機很快的減速和停止運動，制動操縱機構是使制動器起

61、作用的機構，本設計采用蹄式制動器，它是由制動鼓及制動蹄構成制動器；摩擦襯帶、彈簧、制動油缸構成制動操縱機構。 底板安放于車軸指定位置，其上布置有制動蹄等，承擔制動時的回轉扭力。制動鼓布置于輪轂上，并和輪子一并回轉。在制動時，輪缸活塞推著制動蹄使其擠壓制動鼓，制動鼓承受摩擦力慢速下來，使得輪胎不再回轉。 蹄式制動器成本便宜，結構尺寸和操縱力相對比帶式制動器小，散熱情況比帶式要好，由于車速一般不是很高，制動蹄的耐用度會比要好。 （5）最終傳動 最終傳動的類型有外嚙合圓柱齒輪及單級行星齒輪傳動。單級行星齒輪結構較為緊湊，受力均勻，但其構造及制造工藝較為復雜。本設計選用外嚙合圓柱齒輪，它具有結

62、構簡單，制造和裝配方便的特點，具體設計仿照MF-510型聯(lián)合收獲機。 3.8.3轉向輪橋和轉向操縱機構 轉向輪橋鉸接在脫粒裝置下方的縱向水平軸上，并繞軸擺動，適應地形的變化。其由轉向橫梁及轉向節(jié)構成。 轉向橫梁一般是由管形梁制成的剛性整體結構，轉向橫梁的擺動范圍不小于20度。轉向節(jié)是由轉向軸及轉向輪軸焊接而成，轉向節(jié)立軸選用無臺肩的光軸結構。為提高聯(lián)合收獲機直線行走的穩(wěn)定性，降低輪胎的磨損及使轉向輕便，轉向節(jié)立軸及導向輪在轉向輪橋上應按一定角度安裝。 轉向操縱機構是由轉向盤、轉向器及轉向梯形構成。其作用是改變自走式聯(lián)合收獲機的行走方向和保持其直線行走。 轉向系選用全液壓式。由直接連接

63、方向盤下方的全液壓轉向器及裝在導向輪后邊的轉向液壓油缸構成，兩者間由油管連接，因聯(lián)合收割機行駛速度較低，采用BZZ系列轉向器，具有轉向輕便、安裝布置靈活等優(yōu)點。全液壓轉向系統(tǒng)和聯(lián)合收割機上其他液從系統(tǒng)可并聯(lián)組成系統(tǒng)，在并聯(lián)系統(tǒng)中需設置一個分流閥，縱保證轉向器有足夠的油量。 3.8.4行走裝置 輪式行走裝置車輪都選用氣壓為0.15~0.25Mpa的橡膠充氣輪胎。在驅動輪橋上安裝大直徑驅動輪，車輪胎面凸起人字形花紋以提高車輪對土壤的附著力。轉向輪裝在轉向輪橋上。轉向車輪胎體窄小，胎面有條形縱向花紋以提高導向性。 表3-8 驅動輪、導向輪規(guī)格 Table 3-8 driving wheel,

64、 guide wheel specifications 驅動輪 導向輪 15-24 9-16 4 傳動部件及軸的設計 4.1 風扇軸帶傳動設計 收獲機傳動以帶傳動為主以適應惡劣作業(yè)環(huán)境。帶傳動是用張緊于帶輪上的帶的摩擦或者嚙合，在兩軸之間傳動運動或者動力。其構造簡單，成本較低、無需潤滑。帶輪的工作表面要光滑，以降低帶的磨損。帶輪的材料選用灰鑄鐵。帶傳動需安放于鐵絲網或保護罩里，以確保安全[14]。設動力輸出軸轉速為1440r/min，額定功率為2kw，風扇正常作業(yè)時轉速約為1000r/min，軸間距為400mm，每天

65、工作8小時。 4.1.1 確定計算功率 由《機械設計》[9]中表8-8，工作情況系數取。 所以輸送帶的功率 4.1.2 選取V帶型號 已知和，據《機械設計》圖8-11，帶類型選用A型。 4.1.3帶輪基準直徑 帶的傳動比為： 公式(4-1) (1)小帶輪直徑 由《機械設計》[9]表8-9，取。 (2)大帶輪直徑 公式(4-2) 由《機械設計》[9]表8-9，取。 4.1.4風扇的實際轉速 糾正傳動比為：

66、 公式(4-3) 從動輪實際轉速： 公式(4-4) 轉速誤差： 公式(4-5) 對帶傳動系統(tǒng),轉速誤差大小在之內是可以的，所以。 4.1.5 帶速度檢驗 公式(4-6) 在限定范圍內，所以合理。 4.1.6 帶長L和傳動中心距a (1)初定中心距 公式(4-7) 取值為400mm。 (2)初選帶長L0 公式(4-8) (3)確定V帶基準長度 由《機械設計》[9]表8-2，取。 (4)實際中心距a 公式(4-9)